EP0052405A1 - Device for controlling the pressure difference in a hydraulic motor - Google Patents

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EP0052405A1
EP0052405A1 EP81201259A EP81201259A EP0052405A1 EP 0052405 A1 EP0052405 A1 EP 0052405A1 EP 81201259 A EP81201259 A EP 81201259A EP 81201259 A EP81201259 A EP 81201259A EP 0052405 A1 EP0052405 A1 EP 0052405A1
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EP
European Patent Office
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pressure
control
hydraulic motor
der
lines
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP81201259A
Other languages
German (de)
French (fr)
Inventor
Pierre Dr. Bohler
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Rheinmetall Air Defence AG
Original Assignee
Werkzeugmaschinenfabrik Oerlikon Buhrle AG
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Filing date
Publication date
Application filed by Werkzeugmaschinenfabrik Oerlikon Buhrle AG filed Critical Werkzeugmaschinenfabrik Oerlikon Buhrle AG
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Definitions

  • the invention relates to a device for regulating the differential pressure on a hydraulic motor, which has two connections, to each of which an absolute pressure sensor is connected.
  • each connection of the hydraulic motor to a separate control valve is connected which has a control piston with only one pressure edge and only one return edge and that each control valve has only one connection to the hydraulic motor apart from the connections to a pump and to a container.
  • the known device has a hydraulic motor 1 and a servo valve 2.
  • Two lines 3 and 4 connect the servo valve 2 to the hydraulic motor 1.
  • Two further lines 5 and 6 connect the servo valve 2 to a pressure medium source 7, for example a pressure oil pump, and a further line 8 leads to a pressure medium tank 9.
  • the lines 3 and 4 prevailing Pressures are labeled p A and p B.
  • the servo valve 2 contains two control pistons 10 and 11, which are rigidly connected to one another by a piston rod 12. The two pistons 10 and 11 can be shifted to the right and left from the starting position shown by a control member 13.
  • the pressure p A increases from approximately p / 2 to p / 2 + ⁇ p / 2 and the pressure p B decreases from approximately p / 2 to p / 2 - ⁇ p / 2.
  • 4p p A - p B is the differential pressure which, as is known, depends on the deflection of the pistons and the flow rate per unit of time.
  • the course of the pressures p A and p B in the lines 3 and 4 for the central position and for the deflections of the pistons 10 and 11 to the left and to the right is shown in FIG. 3.
  • the trailing edges R of the pistons 10 and 11 have been ground back, as a result of which the throttle cross sections between the trailing edges R of the pistons 10 and 11 and the control edges of the connections 3 'and 4' have become larger.
  • the pressure p A and p in the lines 3 and 4 can be reduced and a smaller clamping pressure of, for example, 100 bar arises, since the throttle cross sections between the pressure edges D of the pistons 10 and 11 and the control edges of the connections 3 'and 4' are the same are.
  • the servo valve according to FIG. 2 is similar to the servo valve shown in FIG. 1.
  • FIG. 4 The course of the pressures p A and p B in the lines 3 and 4 for the central position and for the deflections of the pistons 10 and 11 to the left and right of the servo valve according to FIG. 2 is shown in FIG. 4.
  • the control pistons 10 and 11 are shifted to the right, the pressure p A increases and the pressure p B decreases, although p A increases more than p B decreases.
  • the curves of the pressures p A and p are no longer symmetrical to the pressure of 50 bar mentioned.
  • the "clamping pressure" or “total pressure” p A + p B is no longer constant equal to 100 bar as shown in FIG. 3, but variable and increases with increasing ⁇ p as shown in FIG. 4.
  • a differential pressure ⁇ p O
  • the clamping pressure is approx. 100 bar at a pump pressure of 200 bar.
  • the clamping pressure is also greater than 100 bar.
  • the servo valve according to FIG. 2 also has the disadvantage that the smaller clamping pressure can only be achieved with great manufacturing effort. In the case of series production of such valves, a tolerance of ⁇ 30% can also be expected.
  • the servo valve according to FIG. 2 also has the disadvantage that the clamping pressure is dependent on the pump pressure. If, for example, the pump pressure changes by ⁇ 20%, the clamping pressure also changes by this amount.
  • the servo valve according to FIG. 2 has the disadvantage that the oil losses are relatively large, ie the pistons 10 and 11 flow in the central position a relatively large amount of oil from the pump 7 via the throttle points of the servo valve into the container 9.
  • the known device has a servo valve 25 which is connected to a pump 45 and to a container 49. Furthermore, the servo valve 25 is connected via connections 18 and 19 to the hydraulic motor 1, which is connected to a load 100.
  • the servo valve 25 has two pistons 10 and 11, which are connected to a control member 13 via a piston rod 12.
  • a controller 24 is connected to the control member 13, which delivers a control current i to the control member 13 in order to shift the pistons 10 and 11 to the right or left, whereby the pressure difference ⁇ p on the hydraulic motor 1 can be controlled.
  • an absolute pressure sensor 20 and 21 is connected, with which the pressures p A and p B at the connections 18 and 19 of the hydraulic motor 1 are measured.
  • This Current i is input to the control member 13 of the servo valve 25.
  • the piston 10, 11 of the servo valve is displaced by the control member 13 until a differential pressure 4p is generated at the connections 18 and 19 of the hydraulic motor 1, which pressure corresponds to the target differential pressure ⁇ p s .
  • the device according to the invention for regulating the differential pressure of a hydraulic motor which is connected to a load, has two flow servo valves 28 and 29, which from one of its two outputs via lines 30, 31 to the connections 63, 64 of a hydraulic motor 27 are connected, the hydraulic motor 27 in turn being connected to a load 200.
  • the other output 50, 51 of the two servo valves 28 and 29 is not used and is therefore closed.
  • the two servo valves 28, 29 are connected to a pressure medium source, ie to a pump 44 via lines 40, 41, 42 and 43 and to a container 48 via line 47.
  • the control of the two servo valves 28 and 29, that is to say the displacement of their control pistons 36, 37, 38 and 39 from their central position to the right or to the left, is carried out by currents i A and i B which are supplied by two electronic controllers 52 and 53 via lines 206 and 207 on two electro-hydraulic control members 34 and 35 are supplied.
  • Each of the two electronic controllers 52 and 53 is connected via a line 204 and 205 to the output of a subtractor 54 and 55, respectively.
  • One electrical absolute pressure transmitter 32 and 33, which measures the pressure p A and p B in the lines 30 and 31, is connected via a line 202 and 203 to the minus input of the electronic subtractors 54 and 55 mentioned.
  • Each plus input of the two electronic subtractors 54 and 55 is connected via a line 57 and 58 to the output of an electronic function generator 56 and 56 '.
  • the setpoint of the differential pressure ⁇ p s is entered in the form of an electrical signal to the two function generators 56 and 56 'via a common line 201.
  • the two output signals p As and p Bs correspond to the nominal values of the absolute pressures at the connections 63 and 64 of the hydraulic motor 27.
  • the effectively occurring absolute pressures p A and p B at the connections 63 and 64 of the hydraulic motor are measured by the said absolute pressure sensors 32 and 33 in the form of an electrical voltage pp . passed to subtractors 54 and 55.
  • the subtractors 54 and 55 subtract the actual values p A and p B from the target values p As and p Bs , which are the functions deliver generators.
  • the absolute pressures p A p B measured on the hydraulic motor 27, which are referred to as the control variable always match the setpoints of the pressures p As and p Bs , which are referred to as the control variable, generated by the function generator 56 and 56 ', both the control variables p A p B and the leadership g Rössen as p and p Bs to the subtractors 54 and 55 reach.
  • the course of the absolute pressures p A and p B is determined by the function generator 56, 56 'as a function of the course ⁇ p s .
  • FIGS. 7 and 8 correspond to two different embodiments of the function generator.
  • the clamping pressure ⁇ p on the hydraulic motor increases linearly with the target value of the differential pressure ⁇ p s .
  • the clamping pressure is approx. 20 bar.
  • the internal friction in the hydraulic motor 27 is thus small and its synchronism behavior at low speeds is therefore good.
  • the device according to the invention makes it possible to freely select the clamping pressure ⁇ p in the hydraulic motor 27 with the aid of a suitable function generator, which is to be regarded as an essential advantage.
  • a small clamping pressure in the hydraulic motor 27 the friction in the hydraulic motor is also small, which increases its efficiency and significantly improves its synchronization behavior even at very low speeds, and the clamping pressure ⁇ p is not influenced by the pressure fluctuations in the pressure oil supply.
  • the advantage is that there are no special requirements for the manufacturing accuracy of the servo valves.
  • the servo valve is easier to manufacture, since the number of tolerances to be observed is smaller (according to FIG. 6) and, moreover, less stringent requirements are placed on these tolerances than before.
  • the device according to the invention is suitable for torque control, speed control and position control. Such application examples are not shown since this is not the subject of the invention. On the other hand, a device according to the invention with specially designed servo valves will be described in detail below.
  • the device according to the invention for regulating the differential pressure on a hydraulic motor 27, which is connected to a load 200, has two servo valves 28 and 29, which are located in a common valve block VB.
  • the hydraulic motor 27 has two connections 63 and 64 which are connected via lines 30 and 31 to a connection 30 'and 31' of the two servo valves 28 and 29, respectively.
  • Two additional ports 40 and 41 of the two servo valves 28 and 29 are connected via a common managerial tu n g 45 to a pump 44th Further, two terminals 46 and 47 of the two servo valves 28 and 2 9 via a common line 49 to a container 48.
  • each servo valve 28 and 29 via lines 217, 218 and 219, 220 are each electrical hydraulic pilot control 221 and 222 connected.
  • Each pilot control element 221 and 222 has an iron core 223 and 224, which is surrounded by a coil 225 and 226, respectively.
  • each pilot control element 221 and 222 each has an armature 227 and 228 which can be pivoted about an axis 240, 241 and which cooperate with its baffle plate with two nozzles 229 and 230 each.
  • These armatures 227 and 228 can be pivoted into a right or left end position in such a way that the baffle plate either closes the nozzle 229 and opens the nozzle 230 or that they open the nozzle 229 and close the nozzle 230.
  • both nozzles 229 and 230 are throttled to the same extent.
  • the armatures 227 and 228 When the armatures 227 and 228 are pivoted out of their central position into the right or left end position mentioned, the one nozzle 229 or 230 is throttled more and more and the other nozzle 230 or 229 is opened more and more.
  • the two coils 225 and 226 are connected to the output of an electronic controller 52 and 53, respectively.
  • the control of the two servo valves 28 and 29, ie the displacement of their control pistons 37 and 39 from their central position to the right or to the left, takes place via currents i A i B from the two electronic controllers 52 and 53 via lines 206 and 207 the columns 225 and 226 will be delivered.
  • Each input of the two controllers 52 and 53 is connected via a line 204 and 205 to the output of a subtractor 54 and 55, respectively.
  • Each is an absolute pressure sensor 32 or 33, which measures the pressure p or p B in the lines 30 or 31 connected via a line 202 or 203 to the negative input of the subtractors 54 or 55 mentioned.
  • the output of a function generator 56, 56 ' is connected to each plus input of the two subtractors 54 and 55 via lines 57 and 58, respectively.
  • the setpoint value of the differential pressure ⁇ p s in the form of an electrical voltage is input to the two function generators 56 and 56 ′ via a common line 201.
  • Each function generator 56, 56 ' forms an output signal in the form of an electrical voltage p As and p Bs from this setpoint signal ⁇ p s .
  • the two servo valves 28 and 29 with the absolute pressure sensors 32, 33 and the two electrical pilot control elements 221 and 222 are accommodated in a housing, the so-called valve block VB.
  • the valve block VB has two hydraulic connections PA and PB to the hydraulic motor 27 and one hydraulic connection to the pump 44 and to the return line 49 to the tank 48.
  • valve block VB has four electrical connections to the control block SB, namely for the electrical lines 202 and 203 from the absolute pressure sensors 32 and 33 to the subtractors 54 and 55, and for the electrical lines 206 and 207 from the electrical coils 225 and 226 to the two controllers 52 and 53. Finally, there is an electrical connection for the control block SB Line 201 is available for entering the desired differential pressure ⁇ p s .
  • a second electrical signal is subtracted from this electrical signal, which is passed from the absolute pressure sensors 32 and 33 via the lines 202 and 203 to the subtractors 54, 55.
  • the controllers 52 and 53 each receive a pos. or neg. electrical control deviation.
  • This control deviation is converted into a control current i A and i B in the controller 52, 53.
  • any pressure difference ⁇ p can be generated in the lines 30 and 31, these pressures being independent of the load and the speed of the hydraulic motor 27.

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Abstract

To control the pressure difference in a hydraulic motor, it is known to use a single servo-valve with which both the pressure in the feed line to the hydraulic motor and the pressure in the return line are controlled. This has the disadvantage that the clamping pressure in the hydraulic motor (27) is high. To reduce the clamping pressure, there are according to the invention two control valves (28, 29) with which the pressures in the feeder and return line can be controlled independently of one another. <IMAGE>

Description

Die Erfindung betrifft eine Einrichtung zum Regeln des Differenzdruckes an einem Hydromotor, der zwei Anschlüsse aufweist, an denen je ein Absolutdruckgeber angeschlossen ist.The invention relates to a device for regulating the differential pressure on a hydraulic motor, which has two connections, to each of which an absolute pressure sensor is connected.

Es sind folgende Einrichtungen zum Regeln des Differenzdruckes an einem Hydromotor bekannt:

  • 1) Ein Druckservoventil (z.B. von der Firma MOOG), mit dem der Differenzdruck des Hydromotors durch einen Eingangsstrom gesteuert werden kann.
  • 2) Eine Differenzdruckregelung, die ein Durchflussservoventil (z.B. von der Firma MOOG), eine Differenzdruckmesseinrichtung und einen elektronischen Regler aufweist, mit welcher der Differenzdruck an den beiden Anschlüssen des Hydromotors genau nach einem Sollwert geregelt wird (siehe Fig. 5).
The following devices for regulating the differential pressure on a hydraulic motor are known:
  • 1) A pressure servo valve (eg from the company MOOG) with which the differential pressure of the hydraulic motor can be controlled by an input current.
  • 2) A differential pressure control, which has a flow servo valve (e.g. from the MOOG company), a differential pressure measuring device and an electronic controller, with which the differential pressure at the two connections of the hydraulic motor is controlled exactly according to a setpoint (see Fig. 5).

Diese beiden Einrichtungen haben folgende Nachteile:

  • Bei Verwendung eines Druckservoventiles ist der Differenzdruck durchflussabhängig. Ausserdem ist der Hydromotor hydraulisch unerwünscht stark "eingespannt", was zu grosser interner Reibung führt. Diese interne Reibung verursacht schlechte Langsamlauf-Eigenschaften und einen schlechten Wirkungsgrad. Zudem ist der Einspanndruck nicht bei jedemServoventi1 gleich gross und kann je nach Herstellungsgenauigkeit der einzelnen Servoventile stark schwanken. Bei Verwendung einer Differenzdruckregelung ist der Differenzdruck zwar durchflussunabhängig, die hohe hydraulische Einspannung lässt sich auch hier nicht vermeiden und führt zu den beim Druckservoventil genannten Nachteilen, d.h. schlechtmLangsamlauf-Eigenschaften, schlechtem Wirkungsgrad und grosser Streuung des Einspanndruckes entsprechend der Fertigungsgenauigkeit der Servoventile.
These two facilities have the following disadvantages:
  • When using a pressure servo valve, the differential pressure depends on the flow. In addition, the hydraulic motor is hydraulically undesirably "clamped", which leads to high internal friction. This internal friction causes poor slow speed properties and poor efficiency. In addition, the clamping pressure is not the same for every servo valve and can vary greatly depending on the manufacturing accuracy of the individual servo valves. When using a differential pressure control, the differential pressure is independent of the flow rate, the high hydraulic clamping cannot be avoided here either and leads to the disadvantages mentioned with the pressure servo valve, i.e. poor slow-running properties, poor efficiency and large variation of the clamping pressure according to the manufacturing accuracy of the servo valves.

Um den Einspanndruck im Hydromotor zu vermindern ist es bekannt, bei den erwähnten Servoventilen die Rücklaufkante des Steuerkolbens mit sogenannter negativer Ueberdekkung auszulegen. Die Herstellung eines solchen Servoventiles ist jedoch fabrikatorisch schwierig, da die Rücklaufkanten um sehr kleine Beträge zurückgeschliffen werden müssen. Es ist daher dem Hersteller nicht möglich, einen vorgeschriebenen Einspanndruck genau einzuhalten; das bedeutet, dass Schwankungen des Einspanndruckes von ± 30 % bei der Fertigung in Kauf genommen werden müssen. Zudem ändert sich der Einspanndruck direkt proportional zum Pumpendruck. Der Einspanndruck kann nur für kleine Kolbenauslenkungen klein gehalten werden. Schliesslich bewirkt der Einspanndruck einmgrösseren Oelverlust im Servoventil.In order to reduce the clamping pressure in the hydraulic motor, it is known to design the return edge of the control piston with a so-called negative overlap in the case of the servo valves mentioned. However, the manufacture of such a servo valve is difficult from a manufacturing point of view, since the trailing edges have to be ground back by very small amounts. It is therefore not possible for the manufacturer to exactly adhere to a prescribed clamping pressure; this means that fluctuations in the clamping pressure of ± 30% have to be accepted during production. In addition, the clamping pressure changes in direct proportion to the pump pressure. The clamping pressure can only be kept low for small piston deflections. Finally, the clamping pressure causes a greater loss of oil in the servo valve.

Zur Verbesserung der genannten Einrichtungen und zur Vermeidung der erwähnten Nachteile wird erfindungsgemäss vorgeschlagen, dass jeder Anschluss des Hydromotors an ein separates Steuerventil angeschlossen ist, das einen Steuerkolben mit nur einer Druckkante und nur einer Rücklaufkante aufweist und dass jedes Steuerventil ausser den Anschlüssen an eine Pumpe und an einen Behälter nur einen Anschluss zum Hydromotor besitzt.To improve the facilities mentioned and to avoid the disadvantages mentioned, it is proposed according to the invention that each connection of the hydraulic motor to a separate control valve is connected which has a control piston with only one pressure edge and only one return edge and that each control valve has only one connection to the hydraulic motor apart from the connections to a pump and to a container.

Ein Ausführungsbeispiel der erfindungsgemässen Einrichtung zum Regeln des Differenzdruckes an einem Hydromotor ist anhand der beigefügten Zeichnung im folgenden ausführlich beschrieben. Es zeigt:

  • Fig. 1 eine schematische Darstellung einer bekannten Einrichtung mit einem Hydromotor, zwei Leitungen und einem Servoventil;
  • Fig. 2 eine schematische Darstellung eines anderen Ausführungsbeispieles der bekannten Einrichtung gemäss Fig. 1;
  • Fig. 3 ein Diagramm der Druckverhältnisse am Hydromotor bei der bekannten Vorrichtung gemäss Fig. 1;
  • Fig. 4 ein Diagramm der Druckverhältnisse am Hydromotor bei der bekannten Vorrichtung gemäss dem in Fig. 2 dargestellten Ausführungsbeispiel;
  • Fig. 5 ein Schaltschema einer bekannten Einrichtung zum Regeln des Differenzdruckes an einem Hydromotor;
  • Fig. 6 ein Schaltschema der erfindungsgemässen Einrichtung zum Regeln des Differenzdruckes an einem Hydromotor;
  • Fig. 7 ein Diagramm der Druckverhältnisse in einem Funktionsgenerator gemäss Fig. 6;
  • Fig. 8 ein anderes Diagramm der Druckverhältnisse im Funktionsgenerator gemäss Fig. 6;
  • Fig. 9 ein zweites Ausführungsbeispiel der erfindungsgemässen Einrichtung;
An embodiment of the device according to the invention for regulating the differential pressure on a hydraulic motor is described in detail below with reference to the accompanying drawing. It shows:
  • Figure 1 is a schematic representation of a known device with a hydraulic motor, two lines and a servo valve.
  • FIG. 2 shows a schematic illustration of another exemplary embodiment of the known device according to FIG. 1;
  • 3 shows a diagram of the pressure conditions on the hydraulic motor in the known device according to FIG. 1;
  • 4 shows a diagram of the pressure conditions on the hydraulic motor in the known device according to the exemplary embodiment shown in FIG. 2;
  • 5 shows a circuit diagram of a known device for regulating the differential pressure on a hydraulic motor;
  • 6 shows a circuit diagram of the device according to the invention for regulating the differential pressure on a hydraulic motor;
  • FIG. 7 shows a diagram of the pressure conditions in a function generator according to FIG. 6;
  • 8 shows another diagram of the pressure conditions in the function generator according to FIG. 6;
  • 9 shows a second exemplary embodiment of the device according to the invention;

Gemäss Fig. 1 weist die bekannte Vorrichtung einen Hydromotor 1 und ein Servoventil 2 auf. Zwei Leitungen 3 und 4 verbinden das Servoventil 2 mit dem Hydromotor 1. Zwei Weitere Leitungen 5 und 6 verbinden das Servoventil 2 mit einer Druckmittelquelle 7 z.B. einer Druckoelpumpe und eine weitere Leitung 8 führt zu einem Druckmittelbehälter 9. Die in den Leitungen 3 und 4 herrschenden Drücke sind mit pA und pB bezeichnet. Das Servoventil 2 enthält zwei Steuerkolben 10 und 11, welche durch eine Kolbenstange 12 starr miteinander verbunden sind. Die beiden Kolben 10 und 11 lassen sich durch ein Steuerorgan 13 nach rechts und links aus der dargestellten Ausgangslage verschieben.1, the known device has a hydraulic motor 1 and a servo valve 2. Two lines 3 and 4 connect the servo valve 2 to the hydraulic motor 1. Two further lines 5 and 6 connect the servo valve 2 to a pressure medium source 7, for example a pressure oil pump, and a further line 8 leads to a pressure medium tank 9. The lines 3 and 4 prevailing Pressures are labeled p A and p B. The servo valve 2 contains two control pistons 10 and 11, which are rigidly connected to one another by a piston rod 12. The two pistons 10 and 11 can be shifted to the right and left from the starting position shown by a control member 13.

Die Steuerkolben 10 und 11 weisen je eine Druckkante D und eine Rücklaufkante R auf, welche in der gezeigten Mittelstellung exakt mit den Kanten der Anschlüsse 3' und 4' zusammenfallen. Dies wird als "Nullschnitt" der Steuerkolben 10 und 11 bezeichnet. Wegen des unvermeidbaren Radialspieles der Steuerkolben 10 und 11 in der Steuerbüchse S treten an den vier Steuerkanten der Anschlüsse 3' und 4' Drosseleffekte auf, die dazu führen, dass in der Mittelstellung der Kolben 10 und 11 die Drücke PA und pB gleich und annähernd dem halben Pumpendruck p/2 sind. In dieser Stellung ist der Differenzdruck ΔP = PA - pB = Null. Es fliesst kein Oel durch die Zuleitungen 3 und 4 und der Hydromotor 1 steht still. Daraus folgt, dass der Einspanndruck des Hydromotors 1 annähernd gleich dem Pumpendruck p ist. Dieser Einspanndruck wird auch als "Summendruck " oder "Kolbendruck" Σ P = PA + PB bezeichnet.The control pistons 10 and 11 each have a pressure edge D and a return edge R, which coincide exactly with the edges of the connections 3 'and 4' in the middle position shown. This is referred to as the "zero cut" of the control pistons 10 and 11. Because of the unavoidable radial play of the control pistons 10 and 11 in the control bushing S, throttling effects occur at the four control edges of the connections 3 'and 4', which lead to the pressures PA and p B being equal and approximately in the central position of the pistons 10 and 11 half the pump pressure p / 2. In this position the differential pressure is ΔP = P A - p B = zero. No oil flows through the shutters Lines 3 and 4 and the hydraulic motor 1 is stopped. It follows that the clamping pressure of the hydraulic motor 1 is approximately equal to the pump pressure p. This clamping pressure is also referred to as "total pressure" or "piston pressure" Σ P = P A + P B.

Werden die Steuerkolben 10 und 11 aus ihrer Mittelstellung nach rechts verschoben, vergrössert sich der Drosselquerschnitt an der Druckkante D des Steuerkolbens 10 und der Drosselquerschnitt an der Rücklaufkante R des Steuerkolbens 10 wird annähernd Null. Gleichzeitig wird, wegen der starren Verbindung der Steuerkolben 10 und 11 durch die Kolbenstange 12, der Drosselquerschnitt an der Rücklaufkante R des Steuerkolbens 11 um den gleichen Betrag vergrössert und der Dorsselquerschnitt an der Druckkante D des Steuerkolbens 11 wird annähernd Null. Durch diese beiden vergrösserten Drosselquerschnitte kann nur Oel fliessen, wenn sich der Hydromotor 1 drehen kann; wird er jedoch an einer Drehung gehindert, wird kein Oel fliessen. Der Druck pA wächst von annähernd p/2 auf p/2 + Δp/2 und der Druck pB sinkt von annähernd p/2 auf p/2 - Δp/2. Dabei ist4p = pA - pB der Differenzdruck welcher, wie bekannt von der Auslenkung der Kolben und von der Durchflussmenge pro Zeiteinheit abhängig ist. Der "Einspanndruck " oder "Summendruck" Σp = pA + pB ist weiterhin gleich dem Pumpendruck. Der Verlauf der Drücke pA und pB in den Leitungen 3 und 4 für die Mittelstellung und für die Auslenkungen der Kolben 10 und 11 nach links und nach rechts ist in Fig. 3 dargestellt. Wenn sich die Steuerkolben 10 und 11 in Mittelstellung befinden, sind die Drücke pA und pB in den Leitungen 3 und 4, wie erwähnt, annähernd gleich gross und bei einem Pumpendruck von 200 bar ist pA = pB = 100 bar. Wenn die Steuerkolben 10 und 11 nach rechts verschoben werden, wächst pA und sinkt pB um die halbe Druckdifferenz Δp/2, d.h. bei 4p = 80 bar wächst p auf pA + Δp/2 = 100 + 40 = 140 bar und sinkt pB auf pB - Δp/2 = 100 - 40 = 60 bar. Bei dem Servoventil mit dem erwähnten "Nullschnitt" sind somit die Kurven für die Drücke pA und pB stets symmetrisch bezüglich dem halben "Einspann-" oder "Summendruck", d.h. bezüglich dem halben Pumpendruck, d.h. bezüglich der Geraden PA/2 + pB/2 = 100 bar.If the control pistons 10 and 11 are shifted from their central position to the right, the throttle cross section at the pressure edge D of the control piston 10 increases and the throttle cross section at the trailing edge R of the control piston 10 becomes approximately zero. At the same time, because of the rigid connection of the control pistons 10 and 11 by the piston rod 12, the throttle cross section at the return edge R of the control piston 11 is increased by the same amount and the plug cross section at the pressure edge D of the control piston 11 becomes approximately zero. Oil can only flow through these two enlarged throttle cross sections if the hydraulic motor 1 can rotate; however, if it is prevented from rotating, no oil will flow. The pressure p A increases from approximately p / 2 to p / 2 + Δp / 2 and the pressure p B decreases from approximately p / 2 to p / 2 - Δp / 2. 4p = p A - p B is the differential pressure which, as is known, depends on the deflection of the pistons and the flow rate per unit of time. The "clamping pressure" or "total pressure" Σp = p A + p B is still the same as the pump pressure. The course of the pressures p A and p B in the lines 3 and 4 for the central position and for the deflections of the pistons 10 and 11 to the left and to the right is shown in FIG. 3. If the Control spool 10 and 11 are in the central position, the pressures p A and p B in lines 3 and 4, as mentioned, are approximately the same size and at a pump pressure of 200 bar p A = p B = 100 bar. If the control pistons 10 and 11 are shifted to the right, p A increases and p B decreases by half the pressure difference Δp / 2, ie at 4p = 80 bar p increases to p A + Δp / 2 = 100 + 40 = 140 bar and decreases p B to p B - Δp / 2 = 100 - 40 = 60 bar. In the servo valve with the "zero cut" mentioned, the curves for the pressures p A and p B are therefore always symmetrical with respect to half the "clamping" or "total pressure", ie with respect to half the pump pressure, ie with respect to the straight line P A / 2 + p B / 2 = 100 bar.

Wie bereits weiter oben erwähnt, ist es ungünstig, dass im Hydromotor 1 stets ein Einspanndruck von ca. 200 bar herrscht. Es wurde daher bereits versucht, den Einspanndruck zu vermindern, wie aus Fig. 2 und 4 ersichtlich ist.As already mentioned above, it is disadvantageous that there is always a clamping pressure of approximately 200 bar in the hydraulic motor 1. Attempts have therefore already been made to reduce the clamping pressure, as can be seen from FIGS. 2 and 4.

Gemäss Fig. 2 sind die Rücklaufkanten R der Kolben 10 und 11 zurückgeschliffen worden, wodurch die Drosselquerschnitte zwischen den Rücklaufkanten R der Kolben 10 und 11 und den Steuerkanten der Anschlüsse 3' und 4' grösser geworden sind. Dadurch kann der Druck pA und p in den Leitungen 3 und 4 vermindert werden und es entsteht ein kleinerer Einspanndruck von z.B. 100 bar, da die Drosselquerschnitte zwischen den Druckkanten D der Kolben 10 und 11 und den Steuerkanten der Anschlüsse 3' und 4' gleich sind. Sonst ist das Servoventil gemäss Fig. 2 ähnlich wie das in Fig. 1 dargestellte Servoventil.2, the trailing edges R of the pistons 10 and 11 have been ground back, as a result of which the throttle cross sections between the trailing edges R of the pistons 10 and 11 and the control edges of the connections 3 'and 4' have become larger. As a result, the pressure p A and p in the lines 3 and 4 can be reduced and a smaller clamping pressure of, for example, 100 bar arises, since the throttle cross sections between the pressure edges D of the pistons 10 and 11 and the control edges of the connections 3 'and 4' are the same are. Otherwise, the servo valve according to FIG. 2 is similar to the servo valve shown in FIG. 1.

Der Verlauf der Drücke pA und pB in den Leitungen 3 und 4 für die Mittelstellung und für die Auslenkungen der Kolben 10 und 11 nach links und rechts des Servoventiles nach Fig. 2 ist in Fig. 4 dargestellt. Wenn sich die Steuerkolben 10 und 11 in Mittelstellung befinden, sind die Drücke pA und pB gleich gross und bei einem Pumpendruck von 200 bar ist pA = pB = 50 bar. Wenn die Steuerkolben 10 und 11 nach rechts verschoben werden, wächst der Druck pA und sinkt der Druck pB wobei allerdings pA stärker ansteigt als pB absinkt. Es gilt weiterhin Δ p = pA - pB. Die Kurven der Drücke pA und p sind jedoch nicht mehr symmetrisch zum erwähnten Druck von 50 bar. Der "Einspanndruck" oder "Summendruck" pA + pB ist nicht mehr konstant gleich 100 bar wie in Fig. 3 dargestellt, sondern variabel und wächst mit wachsendem Δp wie aus Fig. 4 ersichtlich. Bei einem Differenzdruck Δp = O ist somit der Einspanndruck ca. 100 bar bei einem Pumpendruck von 200 bar. Sobald jedoch der Differenzdruck Δp von Null verschieden ist, ist auch der Einspanndruck grösser als 100 bar.The course of the pressures p A and p B in the lines 3 and 4 for the central position and for the deflections of the pistons 10 and 11 to the left and right of the servo valve according to FIG. 2 is shown in FIG. 4. When the control pistons 10 and 11 are in the middle position, the pressures p A and p B are the same and at a pump pressure of 200 bar p A = p B = 50 bar. When the control pistons 10 and 11 are shifted to the right, the pressure p A increases and the pressure p B decreases, although p A increases more than p B decreases. Δ p = p A - p B also applies. However, the curves of the pressures p A and p are no longer symmetrical to the pressure of 50 bar mentioned. The "clamping pressure" or "total pressure" p A + p B is no longer constant equal to 100 bar as shown in FIG. 3, but variable and increases with increasing Δp as shown in FIG. 4. With a differential pressure Δp = O, the clamping pressure is approx. 100 bar at a pump pressure of 200 bar. However, as soon as the differential pressure Δp differs from zero, the clamping pressure is also greater than 100 bar.

Das Servoventil gemäss Fig. 2 hat ausser dem Nachteil des variabeln Einspanndrucks noch den Nachteil, dass der kleinere Einspanndruck nur mit grossem fabrikatorischen Aufwand erreichbar ist. Bei einer Seriefertigung solcher Ventile ist zudem mit einer Toleranz von ± 30 % zu rechnen. Das Servoventil gemäss Fig. 2 hat ferner noch den Nachteil, dass der Einspanndruck vom Pumpendruck abhängig ist. Wenn z.B. der Pumpendruck sich um ± 20 % ändert, so ändert sich auch der Einspanndruck um diesen Betrag. Schliesslich hat das Servoventil gemäss Fig. 2 den Nachteil, dass die Oelverluste verhältnismässig gross sind, d.h. in der Mittelstellung der Kolben 10 und 11 fliesst verhältnismässig viel Oel aus der Pumpe 7 über die Drosselstellen des Servoventiles in den Behälter 9.In addition to the disadvantage of variable clamping pressure, the servo valve according to FIG. 2 also has the disadvantage that the smaller clamping pressure can only be achieved with great manufacturing effort. In the case of series production of such valves, a tolerance of ± 30% can also be expected. The servo valve according to FIG. 2 also has the disadvantage that the clamping pressure is dependent on the pump pressure. If, for example, the pump pressure changes by ± 20%, the clamping pressure also changes by this amount. Finally, the servo valve according to FIG. 2 has the disadvantage that the oil losses are relatively large, ie the pistons 10 and 11 flow in the central position a relatively large amount of oil from the pump 7 via the throttle points of the servo valve into the container 9.

Die bekannte Einrichtung, gemäss Fig. 5, weist ein Servoventil 25 auf, das an eine Pumpe 45 und an einen BehältEr 49 angeschlossen ist. Ferner ist das Servoventil 25 über Anschlüsse 18 und 19 an den Hydromotor 1 angeschlossen, der mit einer Last 100 verbunden ist. Das Servoventil 25 besitzt zwei Kolben 10 und 11, welche über eine Kolbenstange 12 mit einem Steuerorgan 13 verbunden sind. An das Steuerorgan 13 ist ein Regler 24 angeschlossen, der einen Steuerstrom i an das Steuerorgan 13 abgibt um die Kolben 10 und 11 nach rechts oder links zu verschieben, wodurch die Druckdifferenz Δp am Hydromotor 1 gesteuert werden kann. Neben den Anschlüssen 18 und 19 des Hydromotors 1 ist je ein Absolutdruckgeber 20 und 21 angeschlossen, mit denen die Drücke pA und pB an den Anschlüssen 18 und 19 des Hydromotors 1 gemessen werden. Die beiden Absolutdruckgeber 20 und 21 sind an einen Subtrahierer 22 angeschlossen, mit dem der Differenzdruck Δp = p - pB gebildet wird. Der Ausgang des Subtrahierers 22 ist an den Minuseingang eines zweiten Subtrahieres 23 angeschlossen, mit dem die Regelabweichung e = Δps - Δp von einem am Pluseingang anstehenden Solldifferenzdruck Δps gebildet wird. Der Ausgang des Subtrahierers 23 ist ferner an den Eingang des Reglers 24 angeschlossen, welcher die Regelabweichung e = Δps - Δp verarbeitet und in einen Strom i verwandelt. Dieser Strom i wird an das Steuerorgan 13 des Servoventiles 25 eingegeben. Durch das Steuerorgan 13 wird der Kolben 10, 11 des Servoventiles so lange verschoben, bis an den Anschlüssen 18 und 19 des Hydromotors 1 ein Differenzdruck 4p entsteht, der dem Solldifferenzdruck Δps entspricht. Der Regler 24 versucht stets durch Abgabe des erforderlichen Stromes iA iB die an ihn angelegte Regelabweichung e = Δps - Δp rasch abzubauen, so dass bei einer allfälligen Abweichung der Differenzdruck Δp am Hydromotor 1 sich so schnell als möglich dem eingestellten Sollwert Δps angleicht.The known device, according to FIG. 5, has a servo valve 25 which is connected to a pump 45 and to a container 49. Furthermore, the servo valve 25 is connected via connections 18 and 19 to the hydraulic motor 1, which is connected to a load 100. The servo valve 25 has two pistons 10 and 11, which are connected to a control member 13 via a piston rod 12. A controller 24 is connected to the control member 13, which delivers a control current i to the control member 13 in order to shift the pistons 10 and 11 to the right or left, whereby the pressure difference Δp on the hydraulic motor 1 can be controlled. In addition to the connections 18 and 19 of the hydraulic motor 1, an absolute pressure sensor 20 and 21 is connected, with which the pressures p A and p B at the connections 18 and 19 of the hydraulic motor 1 are measured. The two absolute pressure transmitters 20 and 21 are connected to a subtractor 22, with which the differential pressure Δp = p - p B is formed. The output of the subtractor 22 is connected to the minus input of a second subtractor 23, with which the control deviation e = Δp s - Δp is formed by a target differential pressure Δp s present at the plus input. The output of the subtractor 23 is also connected to the input of the controller 24, which processes the control deviation e = Δp s - Δp and converts it into a current i. This Current i is input to the control member 13 of the servo valve 25. The piston 10, 11 of the servo valve is displaced by the control member 13 until a differential pressure 4p is generated at the connections 18 and 19 of the hydraulic motor 1, which pressure corresponds to the target differential pressure Δp s . The controller 24 always tries to rapidly reduce the control deviation e = Δp s - Δp applied to it by delivering the required current iA iB, so that in the event of any deviation, the differential pressure Δp at the hydraulic motor 1 will adapt to the setpoint Δp s as quickly as possible.

Gemäss Fig. 6 weist die erfindungsgemässe Einrichtung zum Regeln des Differenzdruckes eines Hydromotors, der an eine Last angeschlossen ist, zwei Durchfluss-Servoventile 28 und 29 auf, welche von einem ihrer beiden Ausgänge über Leitungen 30,31 an die Anschlüsse 63, 64 eines Hydromotors 27 angeschlossen sind, wobei der Hydromotor 27 seinerseits an eine Last 200 angeschlossen ist. Der andere Ausgang50, 51 der beiden Servoventile 28 und 29 wird nicht benützt und ist daher geschlossen. Die beiden Servoventile 28, 29 sind an eine Druckmittelquelle, d.h. an eine Pumpe 44 über Leitungen 40, 41, 42 und 43 und an einen Behälter 48 über Leitung 47 angeschlossen. Die Steuerung der beiden Servoventile 28 und 29, d.h. die Verschiebung ihrer Steuerkolben 36,37, 38 und 39 aus ihrer Mittelstellung nach rechts oder nach links, erfolgt durch Ströme iA und iB, die von zwei elektronischen Reglern 52 und 53 über Leitungen 206 und 207 an zwei elektrohydraulische Steuerorgane 34 und 35 geliefert werden. Jeder der beiden elektronischen Regler 52 und 53 ist über eine Leitung 204 bzw. 205 an den Ausgang eines Subtrahierers 54 bzw. 55 angeschlossen. Je ein elektrischer Absolutdruckgeber 32 und 33, der den Druck pA bzw. pB in den Leitungen 30 bzw. 31 misst, ist über eine Leitung 202 bzw. 203 an den Minuseingang der genannten elektronischen Subtrahierer 54 bzw. 55 angeschlossen. Jeder Pluseingang der beiden elektronischen Subtrahierer 54 bzw. 55 ist über je eine Leitung 57 bzw. 58 mit dem Ausgang eines elektronischen Funktionsgenerators 56 bzw. 56' verbunden. Ueber eine gemeinsame Leitung 201 wird den beiden Funktionsgeneratoren 56 und 56' der Sollwert des Differenzdruckes Δps in Form eines elektrischen Signals eingegeben. Jeder Funktionsgenerator 56, 56' bildet aus diesem Sollwertsignal δps je ein Ausgangssignal PAs und pBs gemäss Fig. 7 und Fig. 8 und zwar so, dass stets die Differenz pAs - pBs =δps ist.6, the device according to the invention for regulating the differential pressure of a hydraulic motor, which is connected to a load, has two flow servo valves 28 and 29, which from one of its two outputs via lines 30, 31 to the connections 63, 64 of a hydraulic motor 27 are connected, the hydraulic motor 27 in turn being connected to a load 200. The other output 50, 51 of the two servo valves 28 and 29 is not used and is therefore closed. The two servo valves 28, 29 are connected to a pressure medium source, ie to a pump 44 via lines 40, 41, 42 and 43 and to a container 48 via line 47. The control of the two servo valves 28 and 29, that is to say the displacement of their control pistons 36, 37, 38 and 39 from their central position to the right or to the left, is carried out by currents i A and i B which are supplied by two electronic controllers 52 and 53 via lines 206 and 207 on two electro-hydraulic control members 34 and 35 are supplied. Each of the two electronic controllers 52 and 53 is connected via a line 204 and 205 to the output of a subtractor 54 and 55, respectively. One electrical absolute pressure transmitter 32 and 33, which measures the pressure p A and p B in the lines 30 and 31, is connected via a line 202 and 203 to the minus input of the electronic subtractors 54 and 55 mentioned. Each plus input of the two electronic subtractors 54 and 55 is connected via a line 57 and 58 to the output of an electronic function generator 56 and 56 '. The setpoint of the differential pressure Δp s is entered in the form of an electrical signal to the two function generators 56 and 56 'via a common line 201. Each function generator 56, 56 'forms an output signal P As and p Bs from this setpoint signal δp s in accordance with FIGS. 7 and 8 in such a way that the difference p As - p Bs = δp s is always.

Die beiden Ausgangssignale pAs und pBs entsprechen den Sollwerten der Absolutdrücke an den Anschlüssen 63 und 64 des Hydromotors 27. Die effektiv auftretenden Absolutdrücke pA und pB bei den Anschlüssen 63 und 64 des Hydromotors werden von den genannten Absolutdruckgebern 32 und 33 gemessen und in Form einer elektrischen Spannung p p. an die Subtrahierer 54 und 55 weitergeleitet. Die Subtrahierer 54 und 55 subtrahieren die Istwerte pA und pB von den Sollwerten pAs und pBs, welche die Funktionsgeneratoren liefern. Die Regelabweichung eA = pAs - pA und e'B = PBs - pB werden in je einen der Regler 52 bzw. 53 geleitet, der die Steuerströme iA und iB an die Steuerorgane 34 bzw. 35 der Servoventile 28 bzw.29 liefert.The two output signals p As and p Bs correspond to the nominal values of the absolute pressures at the connections 63 and 64 of the hydraulic motor 27. The effectively occurring absolute pressures p A and p B at the connections 63 and 64 of the hydraulic motor are measured by the said absolute pressure sensors 32 and 33 in the form of an electrical voltage pp . passed to subtractors 54 and 55. The subtractors 54 and 55 subtract the actual values p A and p B from the target values p As and p Bs , which are the functions deliver generators. The control deviation e A = p As - p A and e ' B = PBs - p B are fed into one of the controllers 52 and 53, respectively, which sends the control currents i A and i B to the control elements 34 and 35 of the servo valves 28 and .29 delivers.

Die elektronischen Regler 52 und 53 sind derart ausgelegt, dass sie jede allfällige Regelabweichung eA = pAs - pA bzw. e'B = pBs - pB am Eingang des Reglers 52, 53 sofort abzubauen vermögen. Somit stimmen die am Hydromotor 27 gemessenen Absolutdrücke pA pB, welche als Regelgrösse bezeichnet werden, stets mit den vom Funktionsgenerator 56 und 56' erzeugten Sollwerten der Drücke pAs und pBs, welche als Führungsgrösse bezeichnet werden, überein, wobei sowohl die Regelgrössen pA pB als auch die Füh- rungsgrössen pAs und pBs an die Subtrahierer 54 und 55 gelangen. Somit ist auch der effektive gemessene Differenzdruck Δp = pA - pB am Hydromotor 27 stets gleich dem vorgeschriebenen Sollwert des Differenzdruckes 4 ps = PAs - pBs. Der Verlauf der Absolutdrücke pA und pB wird vom Funktionsgenerator 56, 56' in Abhängigkeit des Verlaufes Δps bestimmt.The electronic controllers 52 and 53 are designed in such a way that they are able to immediately eliminate any control deviation e A = p As - p A or e ' B = p Bs - p B at the input of the controller 52, 53. Thus, the absolute pressures p A p B measured on the hydraulic motor 27, which are referred to as the control variable, always match the setpoints of the pressures p As and p Bs , which are referred to as the control variable, generated by the function generator 56 and 56 ', both the control variables p A p B and the leadership g Rössen as p and p Bs to the subtractors 54 and 55 reach. Thus, the effective measured differential pressure Δp = p A - p B on the hydraulic motor 27 is always the same as the prescribed target value of the differential pressure 4 p s = P As - p Bs . The course of the absolute pressures p A and p B is determined by the function generator 56, 56 'as a function of the course Δp s .

Die Wirkungsweise des Funktionsgenerators 56 und 56' ist aus Fig. 7 und 8 ersichtlich, welche zwei verschiedenen Ausführungsformen des Funktionsgenerators entsprechen. Für beide Ausführungsformen gilt Δps = PA - PBs. Beim ersten Ausführungsbeispiel des Funktionsgenerators gemäss Fig. 7 wird der Einspanndruck oder Summendruck Σp = PA + pB am Hydromotor 27 im Bereich - 100 < 4 Ps <+ 100 bar stets Σp = 100 bar betragen, d.h. der Einspanndruck Σp ist konstant.The mode of operation of the function generator 56 and 56 'can be seen from FIGS. 7 and 8, which correspond to two different embodiments of the function generator. Δp s = PA-P Bs applies to both embodiments. In the first embodiment of the function generator according to FIG. 7, the clamping pressure or total pressure Σp = PA + p B on the hydraulic motor 27 in the range - 100 <4 Ps <+ 100 bar always be Σp = 100 bar, ie the clamping pressure Σp is constant.

Beim zweiten Ausführungsbeispiel des Funktionsgenerators gemäss Fig. 8 wächst der Einspanndruck Σp am Hydromotor linear mit dem Sollwert des Differenzdrucks Σps. Für kleine Werte des Differenzdruckes Δps beträgt der Einspanndruck ca. 20 bar. Die interne Reibung im Hydromotor 27 ist somit klein und sein Gleichlaufverhalten bei kleinen Drehzahlen ist daher gut.In the second embodiment of the function generator according to FIG. 8, the clamping pressure Σp on the hydraulic motor increases linearly with the target value of the differential pressure Σp s . For small values of the differential pressure Δp s , the clamping pressure is approx. 20 bar. The internal friction in the hydraulic motor 27 is thus small and its synchronism behavior at low speeds is therefore good.

Die erfindungsgemässe Einrichtung ermöglicht es, den Einspanndruck Σp im Hydromotor 27 mit Hilfe eines geeigneten Funktionsgenerators frei zu wählen, was als ein wesentlicher Vorteil zu betrachten ist. Bei kleinem Einspanndruck im Hydromotor 27 ist auch die Reibung im Hydromotor klein, wodurch sein Wirkungsgrad steigt und sein Gleichlaufverhalten auch bei sehr kleinen Drehzahlen wesentlich verbessert wird, zudem wird durch die Druckschwankungen in der Druckoelversorgung der Einspanndruck Σp nicht beeinflusst.The device according to the invention makes it possible to freely select the clamping pressure Σp in the hydraulic motor 27 with the aid of a suitable function generator, which is to be regarded as an essential advantage. With a small clamping pressure in the hydraulic motor 27, the friction in the hydraulic motor is also small, which increases its efficiency and significantly improves its synchronization behavior even at very low speeds, and the clamping pressure Σp is not influenced by the pressure fluctuations in the pressure oil supply.

Von Vorteil ist, dass an die Fertigungsgenauigkeit der Servoventile keine besonderen Anforderungen zu stellen sind. Das Servoventil ist leichter herzustellen, da die Zahl der einzuhaltenden Toleranzen kleiner ist (gemäss Fig. 6) und zudem an diese Toleranzen kleinere Anforderungen als bisher gestellt werden.The advantage is that there are no special requirements for the manufacturing accuracy of the servo valves. The servo valve is easier to manufacture, since the number of tolerances to be observed is smaller (according to FIG. 6) and, moreover, less stringent requirements are placed on these tolerances than before.

Die erfindungsgemässe Einrichtung eignet sich für eine Drehmomentregelung,-eine Geschwindigkeitsregelung und für eine Positionsregelung. Auf die Darstellung solcher Anwendungsbeispiele wird verzichtet, da dies nicht Gegenstand der Erfindung ist. Hingegen soll im folgenden noch eine erfindungsgemässe Einrichtung mit speziell ausgebildeten Servoventilen ausführlich beschrieben werden.The device according to the invention is suitable for torque control, speed control and position control. Such application examples are not shown since this is not the subject of the invention. On the other hand, a device according to the invention with specially designed servo valves will be described in detail below.

Gemäss Fig. 9 weist die erfindungsgemässe Einrichtung zum Regeln des Differenzdruckes an einem Hydromotor 27, der an eine Last 200 angeschlossen ist, zwei Servoventile 28 und 29 auf, die sich in einem gemeinsamen Ventilblock VB befinden. Der Hydromotor 27 besitzt zwei Anschlüsse 63 und 64, die über Leitungen 30 und 31 mit je einem Anschluss 30' und 31' der beiden Servoventile 28 und 29 verbunden ist. Zwei weitere Anschlüsse 40 und 41 der beiden Servoventile 28 und 29 sind über eine gemeinsame Lei- tung 45 an eine Pumpe 44 angeschlossen. Ferner führen zwei Anschlüsse 46 und 47 der beiden Servoventile 28 und 29 über eine gemeinsame Leitung 49 zu einem Behälter 48. Zur Steuerung der beiden Servoventile, d.h. zur Verschiebung der beiden,Steuerkolben 37 und 39 aus ihrer gezeigten Mittelstellung nach rechts und nach links, sind je zwei weitere Anschlüsse 211 und 212 sowie 213 und 214 vorhanden, welche über Drosseln 215 und 216 und über die gemeinsame Leitung 45 an die erwähnte Pumpe 44 angeschlossen sind. Ausserdem sind die beiden Anschlüsse 211, 212 und 213 und 214 von jedem Servoventil 28 und 29 über Leitungen 217, 218 und 219, 220 an je ein elektrohydraulisches Vorsteuerorgan 221 und 222 angeschlossen. Jedes Vorsteuerorgan 221 und 222 weist einen Eisenkern 223 und 224 auf, der von je einer Spule 225 und 226 umgeben ist. Ferner besitzt jedes Vorsteuerorgan 221 und 222 je einen um eine Achse 240, 241 schwenkbaren Anker 227 und 228, die mit ihrer Prallplatte mit je zwei Düsen 229 und 230 zusammen wirken. Diese Anker 227 und 228 können derart in eine rechte bzw. linke Endstellung verschwenkt werden, dass die Prallplatte entweder die Düse 229 verschliessen und die Düse 230 öffnen oder dass sie die Düse 229 öffnen und die Düse 230 schliessen. In der gezeigten Mittelstellung der Anker 227 und 228 sind beide Düsen 229 und 230 gleich stark gedrosselt. Bei der Verschwenkung der Anker 227 und 228 aus ihrer Mittelstellung in die genannte rechte oder linke Endstellung wird die eine Düse 229 bzw. 230 immer stärker gedrosselt und die andere Düse 230 bzw 229 immer stärker geöffnet. Die beiden Spulen 225 und 226 sind an den Ausgang von je einem elektronischen Regler 52 und 53 angeschlossen. Die Steuerung der beiden Servoventile 28 und 29, d.h. die Verschiebung ihrer Steuerkolben 37 und 39 aus ihrer Mittelstellung nach rechts oder nach links, erfolgt über Ströme iA iB, die von den beiden elektronischen Reglern 52 und 53 über die Leitungen 206 und 207 an die Süulen 225 und 226 geliefert werden. Jeder Eingang der beiden Regler 52 und 53 ist über je eine Leitung 204 bzw. 205 an den Ausgang eines Subtrahierers 54 bzw. 55 angeschlossen. Je ein Absolutdruckgeber 32 bzw. 33. der den Druck p bzw. pB in den Leitungen 30 bzw. 31 misst, ist über je eine Leitung 202 bzw. 203 an den Minuseingang der genannten Subtrahierer 54 bzw. 55 angeschlossen. An jeden Pluseingang der beiden Subtrahierer 54 bzw. 55 ist über je eine Leitung 57 bzw. 58 der Ausgang eines Funktionsgenerators 56, 56' angeschlossen. Ueber eine gemeinsame Leitung 201 wird den beiden Funktionsgeneratoren 56 und 56' der Sollwert des Differenzdruckes Δps in Form einer elektrischen Spannung eingegeben. Jeder Funktionsgenerator 56, 56' bildet aus diesem Sollwertsignal Δps je ein Ausgangssignal in Form einer elektrischen Spannung pAs und pBs. Die beiden Servoventile 28 und 29 mit den Absolutdruckgebern 32, 33 sowie die beiden elektrischen Vorsteuerorgane 221 und 222 sind in einem Gehäuse, dem sogenannten Ventilblock VB untergebracht. Die Regler 52 und 53 sowie die Funktionsgeneratoren 56 und 56' sind in einem anderen Gehäuse, dem sogenannten Steuerblock SB untergebracht. Der Ventilblock VB besitzt zwei hydraulische Anschlüsse PA und PB an den Hydromotor 27 und je einen hydraulischen Anschluss an die Pumpe 44 und an die Rücklaufleitung 49 zum Behälter 48. Ausserdem besitzt der Ventilblock VB vier elektrische Anschlüsse an den Steuerblock SB, nämlich für die elektrischen Leitungen 202 und 203 von den Absolutdruckgebern 32 und 33 zu den Subtrahierern 54 und 55, sowie für die elektrischen Leitungen 206 und 207 von den elektrischen Spulen 225 und 226 zu den beiden Reglern 52 und 53. Schliesslich ist am Steuerblock SB noch ein elektrischer Anschluss für die Leitung 201 zur Eingabe des gewünschten Differenzdruckes δps vorhanden.9, the device according to the invention for regulating the differential pressure on a hydraulic motor 27, which is connected to a load 200, has two servo valves 28 and 29, which are located in a common valve block VB. The hydraulic motor 27 has two connections 63 and 64 which are connected via lines 30 and 31 to a connection 30 'and 31' of the two servo valves 28 and 29, respectively. Two additional ports 40 and 41 of the two servo valves 28 and 29 are connected via a common managerial tu n g 45 to a pump 44th Further, two terminals 46 and 47 of the two servo valves 28 and 2 9 via a common line 49 to a container 48. For control of the two servo valves, that lead to the displacement of the two control pistons 37 and 39 from their illustrated neutral position to the right and to the left, there are two further connections 211 and 212 as well as 213 and 214, which are connected to the aforementioned pump 44 via throttles 215 and 216 and via the common line 45. In addition, the two connections 211, 212 and 213 and 214 of each servo valve 28 and 29 via lines 217, 218 and 219, 220 are each electrical hydraulic pilot control 221 and 222 connected. Each pilot control element 221 and 222 has an iron core 223 and 224, which is surrounded by a coil 225 and 226, respectively. Furthermore, each pilot control element 221 and 222 each has an armature 227 and 228 which can be pivoted about an axis 240, 241 and which cooperate with its baffle plate with two nozzles 229 and 230 each. These armatures 227 and 228 can be pivoted into a right or left end position in such a way that the baffle plate either closes the nozzle 229 and opens the nozzle 230 or that they open the nozzle 229 and close the nozzle 230. In the middle position of the armatures 227 and 228 shown, both nozzles 229 and 230 are throttled to the same extent. When the armatures 227 and 228 are pivoted out of their central position into the right or left end position mentioned, the one nozzle 229 or 230 is throttled more and more and the other nozzle 230 or 229 is opened more and more. The two coils 225 and 226 are connected to the output of an electronic controller 52 and 53, respectively. The control of the two servo valves 28 and 29, ie the displacement of their control pistons 37 and 39 from their central position to the right or to the left, takes place via currents i A i B from the two electronic controllers 52 and 53 via lines 206 and 207 the columns 225 and 226 will be delivered. Each input of the two controllers 52 and 53 is connected via a line 204 and 205 to the output of a subtractor 54 and 55, respectively. Each is an absolute pressure sensor 32 or 33, which measures the pressure p or p B in the lines 30 or 31 connected via a line 202 or 203 to the negative input of the subtractors 54 or 55 mentioned. The output of a function generator 56, 56 'is connected to each plus input of the two subtractors 54 and 55 via lines 57 and 58, respectively. The setpoint value of the differential pressure Δp s in the form of an electrical voltage is input to the two function generators 56 and 56 ′ via a common line 201. Each function generator 56, 56 'forms an output signal in the form of an electrical voltage p As and p Bs from this setpoint signal Δp s . The two servo valves 28 and 29 with the absolute pressure sensors 32, 33 and the two electrical pilot control elements 221 and 222 are accommodated in a housing, the so-called valve block VB. The controllers 52 and 53 and the function generators 56 and 56 'are housed in another housing, the so-called control block SB. The valve block VB has two hydraulic connections PA and PB to the hydraulic motor 27 and one hydraulic connection to the pump 44 and to the return line 49 to the tank 48. In addition, the valve block VB has four electrical connections to the control block SB, namely for the electrical lines 202 and 203 from the absolute pressure sensors 32 and 33 to the subtractors 54 and 55, and for the electrical lines 206 and 207 from the electrical coils 225 and 226 to the two controllers 52 and 53. Finally, there is an electrical connection for the control block SB Line 201 is available for entering the desired differential pressure δp s .

Die Wirkungsweise der beschriebenen Einrichtung zum Regeln des Differenzdruckes an einem Hydromotor 27 ist wie folgt:

  • Es wird zuerst angenommen der Hydromotor 27 stehe still und es wirke auch keine Last auf ihn ein. In diesem Fall herrscht in den beiden Leitungen 30 und 31 der selbe Druck, d.h. p = pB. Da die beiden Servoventile 28 und 29 genau gleich ausgebildet sind und beide an die selbe Druckmittelquelle, d.h. an die selbe Pumpe 44 angeschlossen sind, kann in den Leitungen 30 und 31 nur der selbe Druck pA = pB herrschen, wenn sich die Steuerkolben 37 und 39 der beiden Servoventile 28 und 29 in der selben Stellung z.B. in der gezeigten Mittelstellung befinden. In diesem Falle sind die Drosselquerschnitte an der Rücklaufkante R und an der Druckkante D (siehe Fig. 1) der beiden Steuerkolben 37 und 39 gleich gross. Bei dem erwähnten "Nullschnitt" der Steuerkolben 37 und 39 wird daher, wie anhand der Figuren 1 und 2 näher ausgeführt wur- de, der Druck pA und p in den Leitungen 30 und 31 annähernd halb so gross sein als der Pumpendruck. Will man nun den sogenannten Einspanndruck pA + pB, der weiter vorne erläutert wurde, verkleinern, dann genügt es, die beiden Steuerkolben 37 und 39 in entgegengesetzter Richtung um den gleichen Betrag zu verschieben, d.h. Steuerkolben 37 in Fig. 9 nach rechts und Steuerkolben 39 nach links, dabei wird der Drosselquerschnitt an den Rücklaufkanten R der beiden Steuerkolben 37, 39 vergrössert und der Drosselquerschnitt an den Druckkanten D verkleinert, sodass der Druck in den Leitungen 30, 31 mit zunehmender Verschiebung der Steuerkolben 37, 39 stetig abnimmt. In analoger Weise kann jedoch der Einspanndruck pA + pB vergrössert werden, dann wird der Steuerkolben 37 nach links und der Sterekolben 39 nach rechts verschoben, dadurch vergrössert sich der Drosselquerschnitt an der Druckkante D der Steuerkolben 37, 39 und verkleinert sich der Drosselquerschnitt an der Rücklaufkante der Steuerkolben 37 und 39. Auf diese Weise kann der Druck pA und pB in den Leitungen 30 31 bis auf den Pumpendruck vergrössert werden und damit wächst der Einspanndruck pA + pB auf den doppelten Pumpendruck.
The operation of the described device for regulating the differential pressure on a hydraulic motor 27 is as follows:
  • It is first assumed that the hydraulic motor 27 is at a standstill and that there is no load on it. In this case, the same pressure prevails in the two lines 30 and 31, ie p = p B. Since the two servo valves 28 and 29 are of exactly the same design and both are connected to the same pressure medium source, ie to the same pump 44, only the same pressure p A = p B can prevail in the lines 30 and 31 when the control piston 37 and 39 of the two servo valves 28 and 29 are in the same position, for example in the middle position shown. In this case, the throttle cross sections at the return edge R and at the pressure edge D (see FIG. 1) of the two control pistons 37 and 39 are the same size. In the aforementioned "zero mean" the control piston 37 and 39 Therefore, as explained with reference to the Figures 1 and 2 wur- d e, the pressure p A and its p in the lines 30 and 31 is approximately half as large as the pump pressure. If you now want to reduce the so-called clamping pressure p A + p B , which was explained further above, it is sufficient to move the two control pistons 37 and 39 in the opposite direction by the same amount, ie control piston 37 in FIG. 9 to the right and Control piston 39 to the left, the throttle cross section at the return edges R of the two control pistons 37, 39 is enlarged and the throttle cross section at the pressure edges D is reduced, so that the pressure in the lines 30, 31 decreases continuously with increasing displacement of the control pistons 37, 39. In an analogous manner, however, the clamping pressure p A + p B can be increased, then the control piston 37 is shifted to the left and the stereoscopic piston 39 to the right, as a result of which the throttle cross section at the pressure edge D of the control piston 37, 39 increases and the throttle cross section decreases the return edge of the control pistons 37 and 39. In this way, the pressure p A and p B in the lines 30 31 can be increased to the pump pressure, and the clamping pressure p A + p B thus increases to twice the pump pressure.

Gemäss Fig. 8 erzeugen die beiden Funktionsgeneratoren 56 und 56' für eine Druckdifferenz p = 0 zwei gleichgrosse Drücke pAs = pBs = 10 bar in Form von elektrischen Signalen, welche an die Subtrahierer 54 und 55 (Fig. 9) weitergeleitet werden. In den Subtrahierern 54 und 55 wird von diesem elektrischen Signal ein zweites elektrisches Signal subtrahiert, das von den Absolutdruckgebern 32 und 33 über die Leitungen 202 und 203 an die Subtrahierer 54, 55 geleitet wird. Solange diese beiden Signal verschieden sind, erhalten die Regler 52 und 53 je eine pos. bzw. neg. elektrische Regelabweichung. Diese Regelabweichung wird im Regler 52, 53 in einen Steuerstrom iA und iB verwandelt. Dieser Streuerstrom gelangt zu den Vorsteuerorganen 221 und 222, durch welche die Steuerkolben 37 und 39 soweit nach links bzw. nach rechts verschoben werden bis in den Leitungen 30 und 31 der ge- wünschte Druck pA = PB = 10 bar herrscht.8, the two function generators 56 and 56 'generate two equal-sized pressures p As = p Bs = 10 bar for a pressure difference p = 0 in the form of electrical signals, which are passed on to the subtractors 54 and 55 (FIG. 9). In the subtractors 54 and 55, a second electrical signal is subtracted from this electrical signal, which is passed from the absolute pressure sensors 32 and 33 via the lines 202 and 203 to the subtractors 54, 55. As long as these two signals are different, the controllers 52 and 53 each receive a pos. or neg. electrical control deviation. This control deviation is converted into a control current i A and i B in the controller 52, 53. This spreader current reaches the pilot control elements 221 and 222, through which the control pistons 37 and 39 ver as far to the left or to the right are pushed until the desired pressure p A = P B = 10 bar prevails in lines 30 and 31.

Ferner erzeugen gemäss Fig. 8 die beiden Fungtionsgeneratoren 56 und 56' für eine Solldruckdifferenz Δps von z.B. 40 bar einen Solldruck pAs von 50 bar und einen Solldruck pBs von 10 bar, d.h. gemäss Fig. 9 wird im Funktionsgenerator 56 der Solldruck pAs = 50 bar und im Funktionsgenerator 56' der Solldruck pBs = 10 bar erzeugt. Somit gelangt in den einen Subtrahierer 54 ein elektrisches Signal entsprechend pAs = 50 bar und in den anderm Subtrahierer 55 ein elektrisches Signal entsprechend pBs = 10 bar. In der beschriebenen Weise sorgen nun die Regler 52 und 53 im geschlossenen Regelkreis dafür, dass die Servoventile 28 und 29 in der einen Leitung 30 einen Druck pA = 50 bar und in der anderen Leitung 31 einen Druck pB = 10 bar erzeugen.8, the two function generators 56 and 56 'generate a set pressure p As of 50 bar and a set pressure p Bs of 10 bar for a set pressure difference Δp s of, for example, 40 bar, ie, according to FIG. 9, the set pressure p is in the function generator 56 As = 50 bar and the set pressure p Bs = 10 bar generated in the function generator 56 '. An electrical signal corresponding to p As = 50 bar thus arrives in one subtractor 54 and an electrical signal corresponding to p Bs = 10 bar in the other subtractor 55. In the manner described, the controllers 52 and 53 now ensure in a closed control loop that the servo valves 28 and 29 generate a pressure p A = 50 bar in one line 30 and a pressure p B = 10 bar in the other line 31.

Auf diese Weise kann jede beliebige Druckdifferenz Δp in den Leitungen 30 und 31 erzeugt werden, wobei diese Drücke von der Belastung und der Drehzahl des Hydromotors 27 unabhängig sind.In this way, any pressure difference Δp can be generated in the lines 30 and 31, these pressures being independent of the load and the speed of the hydraulic motor 27.

Claims (5)

1.) Einrichtung zum Regeln des Differenzdruckes an einem Hydromotor (27), der zwei Anschlüsse (63,64) aufweist, an denen je ein Absolutdruckgeber (32,33) angeschlossen ist,
dadurch gekennzeichnet, - dass jeder Anschluss (63,64) des Hydromotors (27) an ein separates Steuerventil (28,29) angeschlossen ist, - das einen Steuerkolben (37,39) mit nur einer Druckkante (D) und nur einer Rücklaufkante (R) aufweist - und dass jedes Steuerventil (37,39) ausser den Anschlüssen (40,41,46,47) an eine Pumpe (44) und an einen Behälter (48) nur einen Anschluss (30', 31') zum Hydromotor (27) besitzt. 1.) device for regulating the differential pressure on a hydraulic motor (27) which has two connections (63, 64), to each of which an absolute pressure sensor (32, 33) is connected,
characterized, - That each connection (63, 64) of the hydraulic motor (27) is connected to a separate control valve (28, 29), - Which has a control piston (37, 39) with only one pressure edge (D) and only one return edge (R) - And that each control valve (37, 39) apart from the connections (40, 41, 46, 47) to a pump (44) and to a container (48) only one connection (30 ', 31') to the hydraulic motor (27) owns. 2.) Einrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Druck in jeder Anschlussleitung (30,31) des Hydromotors (27) durch je einen separaten elektronischen Regelkreis geregelt ist,
wobei jeder Regelkreis aus dem genannten Steuerventil (28,29) mit elektrohydraulischem Vorsteuerorgan (221,222), einem elektronischen Regler (52,53), einem elektrischen Absolutdruckgeber (32,33) besteht, wobei am Pluseingang eines Subtrahierers (54,55) der Soll-Absolutdruck (PAS) und am Minuseingang des Subtrahierers (54,55) der Ist-Absolutdruck (PA) ansteht.2.) Device according to claim 1, characterized in that the pressure in each connecting line (30, 31) of the hydraulic motor (27) is regulated by a separate electronic control circuit,
Each control circuit consists of the control valve (28, 29) with an electrohydraulic pilot control element (221, 222), an electronic controller (52, 53), an electrical absolute pressure sensor (32, 33), with the target at the plus input of a subtractor (54, 55) -Absolute pressure ( PAS ) and the actual absolute pressure ( PA ) is present at the minus input of the subtractor (54,55). 3.) Einrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass jeder Subtrahierer (54,55) der beiden Regelkreise mit seinem Pluseingang an je einen Funktionsgenerator (56,56') angeschlossen ist und dass an jedem Eingang des Funktionsgenerators (56,56') der Solldifferenzdruck (ΔpS) ansteht.3.) Device according to claim 2, characterized in that each subtractor (54,55) of the two control loops is connected with its plus input to a respective function generator (56,56 ') and that at each input of the function generator (56,56') the target differential pressure (Δp S ) is present. 4.) Einrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Steuerventil (28,29) über hydraulische Leitungen (217-220) mit dem Vorsteuerorgan (221,222) verbunden ist, das die Stellung des Steuerkolbens (37,39) im Steuerventil (28,29) steuert, dass das Vorsteuerorgan (221,222) über elektrische Leitungen (206,207) mit den elektronischen Reglern (52,53) verbunden ist, und dass an den elektronischen Reglern (52,53) über einen Subtrahierer (204,205) einerseits der Absolutdruckgeber (32,33) und andererseits ein Funktionsgenerator (56,56') angeschlossen ist, um den Ist-Absolutdruck (PA) in Abhängigkeit des Soll-Absolutdruckes (PB) zu regeln.4.) Device according to claim 2, characterized in that the control valve (28, 29) is connected via hydraulic lines (217-220) to the pilot control element (221, 222) which controls the position of the control piston (37, 39) in the control valve (28 , 29) controls that the pilot control element (221, 222) is connected to the electronic controllers (52, 53) via electrical lines (206, 207), and that on the one hand the absolute pressure transmitter () on the electronic controllers (52, 53) via a subtractor (204, 205) 32, 33) and, on the other hand, a function generator (56, 56 ') is connected in order to regulate the actual absolute pressure ( PA ) as a function of the desired absolute pressure ( PB ). 5.) Einrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Steuerventil (28,29) zwei Kammern an beiden Enden des Steuerkolbens (37,39) aufweist, welche über hydraulische Leitungen (217-220) mit dem Vorsteuerorgan (221,222) verbunden sind, das zwei an die genannten Leitungen (217-220) angeschlossene Düsen (229,230) aufweist, die durch eine Prallplatte eines schwenkbaren Ankers (227,228) verschliessbar sind und dass der Anker (227,228) von einer MagnetSpule (225,226) umgeben ist, die an den elektronischen Regler (52,53) angeschlossen ist.5.) Device according to claim 4, characterized in that the control valve (28, 29) has two chambers at both ends of the control piston (37, 39) which are connected to the pilot element (221, 222) via hydraulic lines (217-220) , Which has two nozzles (229, 230) connected to the said lines (217-220), which can be closed by a baffle plate of a pivotable armature (227, 228) and that the armature (227, 228) is surrounded by a magnet coil (225, 226) which is connected to the electronic controller (52,53) is connected.
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